機械設(shè)計說明書-程學博.pdf

沈 陽 化 工 大 學 科 亞 學 院 本 科 畢 業(yè) 論 文 題目 機床主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 3 專業(yè) 機械設(shè)計制造及其自動化 班級 1101 班 學生姓名 程學博 指導教師 趙艷春 論文提交日期 2015年6月1日 論文答辯日期 2015年6月5日 畢業(yè)設(shè)計 論文 任務(wù)書畢業(yè)設(shè)計 論文 任務(wù)書 機械設(shè)計制造及其自動化專業(yè)1101 班 學生 程學博 畢業(yè)設(shè)計 論文 題目 機床主軸箱結(jié)構(gòu)設(shè)計 3 畢業(yè)設(shè)計 論文 內(nèi)容 1 設(shè)計說明書一份 2 AutoCAD 軟件繪圖一套 包括 裝備圖 零件圖3 文獻綜述 不少于 3000 字 畢業(yè)設(shè)計 論文 專題部分 機床主軸箱結(jié)構(gòu) 起止時間 2015 年 3 月 6 日至 2015 年 6 月 5 日 指導教師 簽字2015 年 3 月 6 日 摘 要摘 要 車床是眾多車床中應用最廣泛的一種 約占車床類總數(shù)的 65 因 其主軸以水平方式放置故稱為臥式車床 普通車床的主軸箱又稱床頭 箱 它的主要任務(wù)是將主電機傳來的旋轉(zhuǎn)運動經(jīng)過一系列的變速機構(gòu)使 主軸得到所需的正反兩種轉(zhuǎn)向的不同轉(zhuǎn)速 同時主軸箱分出部分動力將 運動傳給進給箱 主軸箱中等主軸是車床的關(guān)鍵零件 本文對機床床頭箱進行了設(shè)計 主軸箱是機床的動力源將動力和運 動傳遞給機床主軸的基本環(huán)節(jié) 其機構(gòu)復雜而巧妙 要實現(xiàn)其全部功能 在軟件中的模擬仿真工作量非常大 這次設(shè)計的效果沒有預計的完美 有一些硬件方面的原因 在模擬仿真的時候 由于計算機的配置不能達 到所需要求 致使運行速度非常慢 不但時間上拖了下來 而且所模擬 的效果很不理想 我接受的設(shè)計任務(wù)是對車床的主軸箱進行設(shè)計 主軸 箱的結(jié)構(gòu)繁多 考慮到實際硬件設(shè)備的承受能力 在進行三維造型的時 候在不影響模擬仿真的情況下 省去了很多細部結(jié)構(gòu) 關(guān)鍵詞 關(guān)鍵詞 軸 齒輪 主軸 變速 Abstract Common lathe is one of the the most widely used accounting for 65 of the total number of lathes because of the spindle horizontally placed so called horizontal lathe Mainspindle also known as the headstock its main task is coming from the main motor rotation speed through a series of institutions required for the spindle to be turned to different positive and negative speed while spindle box allocate part of the power the campaign to pass into the box Lathe headstock spindle is the key to the middle part CA6140 type feed box also known as the cutting box feed tank equipped with a variable speed feed motion in the body it can adjust the speed to change mechanism obtain the required feed rate or screw pitch the light bar or screw through the spread of sports knife frame for cutting Screw and light bars to connect the feed box and the crates and deliver the motion and driving forceto slide crate to make crate to get the vertical linear slide motion Keywords Haft Gear Spindle box Variable speed 目 錄 引言 1 第一章 傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 2 第二章 主要設(shè)計零件的計算和驗算 4 2 1 主軸箱的箱體 4 2 2 傳動系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設(shè)計 5 2 2 1 普通 V 帶傳動的計算 5 2 2 2 多片式摩擦離合器的計算 7 2 2 3 齒輪的驗算 8 2 2 4 傳動軸的驗算 10 2 2 5 軸承疲勞強度校核 11 第三章 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 12 3 1 齒輪的驗算 13 3 2 傳動軸的驗算 15 3 3 軸組件的剛度驗算 17 第四章 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 19 4 1 齒輪的驗算 19 4 2傳動軸的驗算 21 4 3 軸組件的剛度驗算 22 第五章 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 24 5 1 齒輪的驗算 25 5 2 傳動軸的驗算 27 5 3 軸組件的剛度驗算 28 第六章 傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 30 6 1 齒輪的驗算 30 6 2 軸組件的剛度驗算 32 結(jié)論 34 參考文獻 35 致謝 36 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文引言 1 引言 金屬切削機床是通過切削金屬毛坯部件加工成機器零件的機器 它是制作很多機 器的機器 所以它又被叫做為 工作母機 或 工具機 也可以叫做為機床 在新中國建成以后不久 機床行業(yè)建設(shè)成立了 在半封建 半殖民的舊中國的時 期 基本上就沒有機床制造業(yè) 一直到解放后不久 全國只有及其十分少數(shù)地幾個機 械修配廠可以用來生產(chǎn)簡單的結(jié)構(gòu)少量機床 1949 年機床年產(chǎn)量僅僅只有 1500 多臺 床子 在解放后的幾十年時間里頭 中國的機床工業(yè)能夠獲得高速的發(fā)展 眼前 中 國是布局十分合理 完美的機床工業(yè)體系 但是 仍然我國的機床工業(yè)與世界先進的 生產(chǎn)技術(shù)水平還是有非常較大的差距 所以 我國的機床工具行業(yè)面臨著光榮而艱巨 的任務(wù)使命 必須不斷地去學習發(fā)展 并且引入國外的先進科學技術(shù)生產(chǎn)技術(shù) 大力 發(fā)揚科研 研發(fā) 盡快的去迎接世界先進步伐與水平 所研究的車床是比較廣泛常見的一種機床 占約 65 的總車床設(shè)備 它因為自 身特征主軸水平方式放置所以被叫為臥式車床 普通車床的主軸箱又稱作為床頭箱 它的主要任務(wù)是旋轉(zhuǎn)運動 需要經(jīng)過一系列的正和負兩個導引不同速度的主軸傳動機 構(gòu) 和主軸箱和的功率將運動的一部分分離被轉(zhuǎn)移到進料箱 本次畢業(yè)設(shè)計是針對機床主軸箱進行了幾個月的設(shè)計 它的結(jié)構(gòu)是及其復雜又 是是十分的精妙 要實現(xiàn)其全部功能在使用的過程中仿真工作量是非常大的 這次設(shè) 計的效果即使沒有達到向預計的那樣十分的美好 有一些部分的原因是出現(xiàn)在硬件的 部分 在模擬仿真過程當中 由于計算機的配置仍然無法達到所需的預期的要求 其 結(jié)果是 會致使在運行的過程當中速度非常地慢 不但在時間上拖下來了 而且所需 要模擬的效果也很不理想了 我接受的畢業(yè)設(shè)計任務(wù)課題題目是針對機床的主軸箱結(jié) 構(gòu)進行設(shè)計 因為主軸箱繁多而且復雜的結(jié)構(gòu)設(shè)計 因此我們需要考慮到實際硬件設(shè) 備不能忽視 機床可以是各種轉(zhuǎn)彎 并可以加工公制 英寸 模量和牙 由主軸滾動軸承和三個支持多 進料系統(tǒng)是采取兩軸滑動齒輪共同機制 垂直和 水平進給是通過與交叉操作手柄 并伴隨著快速馬達 該機床具有剛性好 功率大 操作方便等特點 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第一章傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 2 第一章傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 1 確定極限轉(zhuǎn)速 1 確定極限轉(zhuǎn)速 根據(jù)已知主軸的基本設(shè)計要求得知最低的轉(zhuǎn)速 nmin 為 10r min 最高轉(zhuǎn)速得知 nmax 為 1400r min 轉(zhuǎn)速調(diào)整范圍在 Rn nmax nmin 140 里面 2 確定公比 2 確定公比 選定主軸轉(zhuǎn)速數(shù)列的公比為 1 26 3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) Z 3 求出主軸轉(zhuǎn)速級數(shù) Z Z lgRn lg 1 lg140 lg1 12 1 24 1 1 一般金屬切削機床 如無特殊性能要求 是 Y 系列自我封閉自扇冷式三相異步 電動機 Y 系列電動機具有高效 節(jié)能 起動轉(zhuǎn)矩大 噪聲小 振動小 運行安全 可靠特別特征的 根據(jù)機床的基本設(shè)計而選擇 Y160M 4 它的轉(zhuǎn)速為 1500r min 4 確定結(jié)構(gòu)式 選用分支傳動 4 確定結(jié)構(gòu)式 選用分支傳動 24 21 32 1 2 2 1 5 確定轉(zhuǎn)速數(shù)列 查 機械裝備設(shè)計 標準數(shù)列可以得出 5 確定轉(zhuǎn)速數(shù)列 查 機械裝備設(shè)計 標準數(shù)列可以得出 10 12 5 16 25 31 5 40 50 63 80 100 125 160 200 250 315 400 500 高速級 6 級 450 560 710 900 1120 1400 6 需要繪制轉(zhuǎn)速圖 6 需要繪制轉(zhuǎn)速圖 1 選定電動機 2 分配總降 考慮該序列是否可以增加超過所述驅(qū)動一對 從而使序列符合標準或減少齒輪 和徑向和軸向尺寸的數(shù)量 并降低了總下降率傳輸率 然后 發(fā)送到該系列的傳動 比的總減速比的最小變速比是按照 先慢和緊急 減少的原則 圖 1 轉(zhuǎn)速圖 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第一章傳動方案和傳動系統(tǒng)圖的擬定 3 圖 1轉(zhuǎn)速圖 3 確定傳動軸的軸數(shù) 傳動軸數(shù) 變速組數(shù) 定比傳動副數(shù) 1 6 4 繪制轉(zhuǎn)速圖 根據(jù)傳動軸數(shù)和主軸轉(zhuǎn)速級數(shù)格距 lg 畫出網(wǎng)格 用于繪制圖表 在速度圖表 從電機速度的總減速比的主軸的最小速度 在一個系列 U 之間雙軸傳輸?shù)?K K 1 分鐘 根據(jù)畫的每個齒輪組傳動比射線分布結(jié)構(gòu)分布的比率 以確定傳輸對的傳動比 在床上安裝框 不同類型的機床中 主軸齒輪箱安裝的位置也不同 有兩種固定 和移動 該車床主軸箱是一個固定的齒輪箱 并且是固定的底平面的兩個小垂直平面 和突起 和螺釘和板的箱的底面被固定 框的顏色是根據(jù)機床的整體設(shè)計決定的 與實際使用的機床被認為人們的心理和 海關(guān)的顏色 驅(qū)動鏈的驅(qū)動鏈表示實現(xiàn)工具的垂直或水平運動 當臥式車床的切削螺桿 饋送 傳輸鏈路是接觸的傳動鏈內(nèi) 的主軸線的移動量每個刀架應等于螺釘?shù)囊€ 當切削 圓筒和端面 所述進給傳動鏈是外部連接的鏈 這些喂入也移動每個刀架的量 因此 在進料鏈 主軸和轉(zhuǎn)塔作為驅(qū)動鏈末端的分析 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 4 第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 2 1 主軸箱的箱體主軸箱的箱體 主軸 傳動機構(gòu) 具有控制機構(gòu)和潤滑系統(tǒng)等的特點 除了主軸箱應確保運動參 數(shù)以外 也應具有高傳輸效率的特點 它也具有足夠的強度和較強的剛性 低噪聲 振動小 易操作 具有良好的工藝性和維護方便 成本比較低 防塵 防滲漏 外形 及其美觀的特點 箱體的材料 以灰鑄鐵 HT150 介質(zhì)強度和 HT200 是最廣泛 對于最低壁箱 HT20 40 設(shè)計材料的選擇 根據(jù)外形尺寸 長 寬 高 鑄造厚 按選擇的表 2 1 表 2 1外輪廓尺寸 長 寬 高 3 mm 壁厚 mm 500 500 300 800 500 50010 15 800 800 50012 20 由于盒體可以影響扭轉(zhuǎn)剛度降低 10 的軸承孔 20 由于彎曲剛度下降更多 以及補開口削弱剛度 常用凸和加強肋 和與根據(jù)所述結(jié)構(gòu)需要適當?shù)卦黾颖诤?如 介質(zhì)車床前支撐壁通常需要大約 25mm 的支承壁后左右 22 毫米 軸承凸臺孔應滿足安 裝和調(diào)整軸承的軸承的需求 的框在主軸箱支承和定位的作用 CA6140 15 軸 軸定位的主軸線取決于盒安 裝空位置 以確保 因此 在空間上的位置的安裝的盒是非常重要的 在該設(shè)計中 軸安裝孔的位置主要取決于根據(jù)身體軸線安裝位置被確定考慮齒輪和相互干擾的問 題 每一個齒輪的中心距 而位置改變系數(shù)之間的嚙合 并且參照相關(guān)的信息如下 中心距 a 1 2 d1 d2 ym 式中 y 是中心距變動系數(shù) 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 5 中心距 56 38 2 2 25 105 75mm 中心距 50 34 2 2 25 94 5mm 中心距 30 34 2 2 25 72mm 中心距 39 41 2 2 25 90mm 中心距 50 50 2 2 5 125mm 中心距 44 44 2 2 88mm 中心距 26 58 2 4 168mm 中心距 58 26 2 2 84mm 中心距 58 58 2 2 116mm 中心距 33 33 2 2 66mm 中心距 25 33 2 2 58mm 在床上安裝框 不同類型的機床中 主軸齒輪箱安裝的位置也不同 有兩種固 定和移動 該車床主軸箱是一個固定的齒輪箱 并且是固定的底平面的兩個小垂直 平面和突起 和螺釘和板的箱的底面被固定 該主軸箱是一個一種類型的澆注成型 留下一個結(jié)構(gòu) 和盒的相應調(diào)整的安裝底部 框的顏色是根據(jù)機床的整體設(shè)計決定的 與實際使用的機床被認為人們的心理和海 關(guān)的顏色 潤滑油通道的設(shè)置空間被保留和螺紋孔和油槽安裝 與箱體部件圖表的具體式 表示具體 2 2 傳動系統(tǒng)的傳動系統(tǒng)的 I 軸及軸上零件設(shè)計軸及軸上零件設(shè)計 2 2 1 普通普通 V 帶傳動的計算帶傳動的計算 普通 V 帶的選擇應滿足其最大功率不打滑地傳遞 疲勞強度應該承受一定的使用 壽命的特點 設(shè)計功率 dA PKP kW 2 1 故小帶輪基準直徑 1 d d 為 130mm 帶速 v 1 1 60 1000 9 86 d vd nm sv 2 2 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 6 大帶輪基準直徑 2 d d為 230 mm 初選中心距 0 a 1000mm 0 a 由機床總體布局確定 0 a 過小 增加帶彎曲次數(shù) 0 a 過大 易引起振動 帶基準長度 2 21 0012 0 2 2722 5 24 dd ddd ddn Laddmm a 2 3 取 0d L 2800mm 帶撓曲次數(shù) 1000mv 0d L 7 04 40 1 s 實際中心距 2 aAAB 12 108 7 48 ddd Ldd A 2 21 1250 8 dd dd B 故 2 108 7108 71250223amm 小帶輪包角 1 21 1 1802sin154 09120 2 dd dd a 單根 V 帶的基本額定功率 1 P 取 2 28kW 單根 V 帶的基本額定功率增量 11 1 1 b u PK n K 2 4 b K 彎曲影響系數(shù) 取 3 1 03 10 u K 傳動比系數(shù)查表 取 1 12 故 1 0 16P 帶的根數(shù) 11 d L P z PP K K K 包角修正系數(shù) 取 0 93 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 7 L K 帶長修正系數(shù) 取 1 01 故 1 12 1 3 89 2 280 16 0 93 1 01 z 圓整 z 取 4 單根帶初拉力 2 0 2 5 500 1 d a P Fqv vz K 2 5 q 帶每米長質(zhì)量 取 0 10 故 0 F 58 23N帶對軸壓力 1 0 154 09 2sin2 58 23 4 sin453 98 22 QF zN 2 6 2 2 2 多片式摩擦離合器的計算多片式摩擦離合器的計算 多盤式摩擦離合器的設(shè)計 首先根據(jù)確定的機床離合器尺寸的結(jié)構(gòu)中 如軸裝 比花鍵軸 2 6 毫米外摩擦片直徑 D 直徑為 D 的內(nèi)摩擦 直接會導致到離合器在徑 向和軸向的尺寸不同 也會導致其主軸箱內(nèi)部結(jié)構(gòu)的布局變化 所以應該是一個合理 的選擇 摩擦片對數(shù)可按下式計算 Z 2MnK f 2 0 D b p 式中 Mn 摩擦離合器所傳遞的扭矩 N mm Mn 955 4 10 d N j n 955 4 10 11 0 98 800 1 28 5 10 N mm 0 D D d 2 67mm 2 7 b 內(nèi)外摩擦片的接觸寬度 mm b D d 2 23mm p 摩擦片的許用壓強 N 2 mm p 0 t p v K m K z K 1 1 1 00 1 00 0 76 0 836 2 8 0 t p 基本許用壓強 MPa 取 1 1 v K 速度修正系數(shù) 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 8 p v 0 2 D n 6 4 10 2 5 m s 2 9 根據(jù)平均圓周速度 p v 取 1 00 m K 接合次數(shù)修正系數(shù) 取 1 00 z K 摩擦結(jié)合面數(shù)修正系數(shù) 取 0 76 所以 Z 2MnK f 2 0 D b p 2 1 28 5 10 1 4 3 14 0 08 2 67 23 0 836 11 可根據(jù)空載功率損耗 k P 確定臥式車床反向離合器所傳遞的扭矩 得到 k P 0 4 d N 0 4 11 4 4 最后確定摩擦離合器的軸向壓緊力 Q 可按下式計算 Q 0 t p 2 0 D b v K N 1 1 3 14 2 67 23 1 00 3 57 5 10 2 2 3 齒輪的驗算齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度 我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量 接觸應力和彎 曲應力測試 應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力 與低速驅(qū)動齒輪齒的計算 在 堅硬的表面 軟齒齒輪滲碳 彎曲應力 必須檢查 接觸應力的驗算公式為 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn MPa j 2 10 彎曲應力的驗算公式為 5 123 w 2 2081 10 S w j K K K K N MPa Zm BYn 2 11 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N d N 1 60 T O nT Km C T 齒輪在機床工作期限 S T 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機床的齒輪取 S T 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T S T P P 為變速組的傳動副數(shù) 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 9 1 n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min O C 基準循環(huán)次數(shù) 以下均參見 機床設(shè)計指導 M 疲勞曲線指數(shù) n K 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) N K 功率利用系數(shù) Q K 材料強化系數(shù) S K 的極限值 maxS K minS K當 S K maxS K時 則取 S K maxS K 當 S K minS K時 取 S K minS K 1 K 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運動 取 1 2 1 6 1 K 2 K 動載荷系數(shù) 3 K 齒向載荷分布系數(shù) Y 標準齒輪齒形系數(shù) j 許用接觸應力 MPa w 許用彎曲應力 MPa 如果檢查結(jié)果不合格或者 可以改變材料或熱處理方法的選擇 如果還不滿意 我們必須采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)和模量等措施 I 軸上的齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至 I 軸時的最大轉(zhuǎn)速為 1 130 820 min 230 d nnr 2 12 130 0 980 511 230 N d N 5 625kw 820 min j nnr 3 最少的齒輪在離合器兩齒輪中齒數(shù)為 50 2 25 且齒寬應該為 B 12mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 3 1 04 3 72 5 625 1018 15 50 2 251 05 12 820 MP j 1 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 10 250MP 符合強度要求 驗算 56 2 25 的齒輪 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 1 04 3 72 5 625 910 56 2 251 05 12 820 MP j 1250MP 符合強度要求 2 2 4 傳動軸的驗算2 2 4 傳動軸的驗算 為驅(qū)動軸 除重負載軸 一般不需要進行強度 只檢查的剛性 軸的抗彎斷面慣性矩 4 mm 1 花鍵軸 42 4 64 dbN DdDd Imm 42 44 32 26 8 3832 2 3832 2 7 42 10 64 mm 式中 d 花鍵軸的小徑 mm i 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 在傳動軸的彎曲載荷的計算一般是由危險的部分的最大轉(zhuǎn)矩得 到 4 j N 955 10 N mm n M 扭 44 5 625 955 106 55 10 820 Nmm 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw j n 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min 傳動軸的彎曲力矩具有輸入轉(zhuǎn)矩齒輪的圓周力和輸出轉(zhuǎn)矩齒輪 徑向力 齒輪的 圓周力 4 3 22 6 55 10 2 34 10N D56 t M P 扭 2 13 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 r P cos rt PPtgN 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 11 式中 為齒輪的嚙合角 20 齒面摩擦角 5 72 齒輪的螺旋角 0 故 3 0 51 17 10 rt PP N 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 式中 maxn M 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 N mm D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 4 22 8 6 55 10 3 620 3832 2 85 6 0 7 jyjy MPaMPa 故此花鍵軸校核合格 2 2 5 軸承疲勞強度校核軸承疲勞強度校核 機床傳動軸用滾動軸承 因疲勞破壞而失效的原因 需要進行疲勞驗算 其額定 壽命 h L的計算公式為 j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C N f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LT h f K KlP 或按計算負荷 的計算公式進行計算 式中 額定壽命 計算動載荷 工作期限 對一般機床取 小時 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第二章主要設(shè)計零件的計算和驗算 12 C 滾動軸承的額定負載 N 根據(jù) 軸承手冊 或 機床設(shè)計手冊 查取 單位用 kgf 應換算成 N n f 速度系數(shù) 100 3 n i f n i n 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm F f 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機床 車床 銑床 鉆床 磨床等多 數(shù)機床 1 1 1 3 F f N K 功率利用系數(shù) n K 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) l K 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機床設(shè) 計手冊 P 當量動載荷 按 機床設(shè)計手冊 1 24863 n LhT 3 19852 n LhT 故軸承校核合格 2 32003 n LhT 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第三章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 13 第三章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 3 1 齒輪的驗算齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度 我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量 接觸應力和 彎曲應力測試 應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力 與低速驅(qū)動齒輪齒的計算 對硬齒面 軟齒芯滲碳淬火的齒輪 一定要驗算齒根彎曲應力 接觸應力的驗算公式為 123 j 12081 S j uK KK KN Z muB n MPa j 3 1 彎曲應力的驗算公式為 5 123 w 2 208110 S w j K K K K N M Pa Zm BYn 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N d N d N 電動機額定功率 KW 從電動機到所計算的齒輪的機械效率 j n 齒輪計算轉(zhuǎn)速 r min m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm Z 小齒輪齒數(shù) u 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比 u 1 號用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙合 S K 壽命系數(shù) STnNQ KK K K K T K 工作期限系數(shù) 1 60 T O n T Km C T 齒輪在機床工作期限 S T 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機床的齒輪取 S T 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T S T P P 為變速 組的傳動副數(shù) 1 n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min O C 基準循環(huán)次數(shù) 以下均參見 機床設(shè)計指導 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第三章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 14 m 疲勞曲線指數(shù) n K 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) N K 功率利用系數(shù) Q K 材料強化系數(shù) S K 的極限值 maxS K minS K 當 S K maxS K時 則取 S K maxS K 當 S K minS K時 取 S K minS K 1 K 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運動 取 1 K 1 2 1 6 2 K 動載荷系數(shù) 3 K 齒向載荷分布系數(shù) Y 標準齒輪齒形系數(shù) j 許用接觸應力 MPa w 許用彎曲應力 MPa 如果檢查結(jié)果不合格或者 可以改變材料或熱處理方法的選擇 如果還不滿意 我們必須采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)和模量等措施 軸上的雙聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至 軸時的最大轉(zhuǎn)速為 13056 14501207 78 min 23038 nr 3 6 13056 0 98 0 990 769 23038 m 2 25 N d N 5 77kw 1207 78 min j nnr 3 1 最少的齒輪在雙聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)為 38 2 25 并且齒寬需為 B 14mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 3 1 04 3 72 5 42 1195 82 38 2 251 05 14 1207 78 MP j 1250MP 故雙聯(lián)滑移齒輪符合標準 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第三章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 15 2 驗算 39 2 25 的齒輪 39 2 25 齒輪采用整淬 1207 78 min j nnr 3 7 13056 0 98 0 990 761 23038 N d N 5 71kwB 14mmu 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 1 1 04 3 72 5 71 1027 94 39 2 251 14 1207 78 MP j 1250MP 故此齒輪合格 3 驗算 22 2 25 的齒輪 22 2 25 齒輪采用整淬 1207 78 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kwB 14mm u 4 j 3 2081 10 4 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 927 49 22 2 254 14 1207 78 MP j 1250MP 故此齒輪合格 4 驗算 30 2 25 齒輪 30 2 25 齒輪采用整淬 1207 78 min j nnr 3 7 13056 0 98 0 990 680 23038 N d N 5 1kwB 14mmu 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 1131 24 30 2 251 14 1207 78 MP j 1250MP 故此齒輪合格 3 2 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 為驅(qū)動軸 除重負載軸 一般不需要進行強度 只檢查的剛性 軸的抗彎斷面慣性矩 4 mm 花鍵軸 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第三章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 16 42 4 64 dbN DdDd Imm 3 2 式中 d 花鍵軸的小徑 mm i 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 在傳動軸的彎曲載荷的計算一般是由危險的部分的最大轉(zhuǎn)矩得到 4 j N 955 10 N mm n M 扭 44 5 42 955 104 51 10 1148 86 Nmm 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw j n 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min 傳動軸的彎曲力矩具有輸入轉(zhuǎn)矩齒輪的圓周力和輸出轉(zhuǎn)矩齒輪 徑向力 齒 輪的圓周力 t P 4 3 22 4 51 10 N1 804 10 N D50 t M P 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 r P cos 902 rt PPtgNN 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 22 0 1 MT dmm 27 86mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 3 3 式中 maxn M 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 N mm 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第三章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 17 D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 4 22 8 4 51 10 2 0420 3632 116 8 0 7 jyjy MPaMPa 故此花鍵軸校核合格 3 3 軸組件的剛度驗算軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件跨度上的結(jié)構(gòu)的剛度 在主要成分中的草圖影響 可以在合理的范圍 L 計算 以修改草案 當跨度遠遠大于 L 大于當考慮使用三個支承結(jié)構(gòu) 在該系統(tǒng)的主軸組件的靈活性方程的 機械設(shè)計 在主軸端部 C 位教科書夾在 主軸和軸承兩相靈活性的疊加 其極值方程為 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 A C B C 后 前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根 3 3 2 12 1 12 1 1 B O BA B B A OB A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 滾動軸承機床主要引起疲勞破壞 因此它應該被檢查 其額定壽命公式為 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第三章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 18 j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C N f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LTh f K KlP 或按計算負荷的計算公式進行計算 式中 額定壽命 計算動載荷 工作期限 對一般機床取 小時 C 滾動軸承的額定負載 N 單位用 kgf 應換算成 N n f 速度系數(shù) 100 3 n i f n i n 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm n f 壽命系數(shù) 500 n n L f n L 等于軸承的工作期限 壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 10 3 F f 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機床 車床 銑床 鉆床 磨床等多 數(shù)機床 1 1 1 3 F f N K 功率利用系數(shù) n K 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) l K 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機 床設(shè)計手冊 P 當量動載荷 按 機床設(shè)計手冊 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故軸承校核合格 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第四章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 19 第四章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 4 1 齒輪的驗算齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度 我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量 接觸應力和彎 曲應力測試 應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力 與低速驅(qū)動齒輪齒的計算 在堅硬的表面 軟核牙齒滲碳淬火齒輪 齒根彎曲應力 必須進行檢查 接觸應力的驗算公式為 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn MPa j 4 1 彎曲應力的驗算公式為 5 123 w 2 2081 10 S w j K K K K N MPa Zm BYn 4 2 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N d N d N 電動機額定功率 KW 從電動機到所計算的齒輪的機械效率 j n 齒輪計算轉(zhuǎn)速 r min m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm Z 小齒輪齒數(shù) u 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比 u 1 號用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙 合 S K 壽命系數(shù) STnNQ KK K K K T K 工作期限系數(shù) 1 60 T O nT Km C T 齒輪在機床工作期限 S T 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機床的齒輪取 S T 15000 20000h 同一變速組內(nèi)的齒輪總工作時間可近似地認為 T S T P P 為變速 組的傳動副數(shù) 1 n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min O C 基準循環(huán)次數(shù) 以下均參見 機床設(shè)計指導 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第四章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 20 m 疲勞曲線指數(shù) n K 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) N K 功率利用系數(shù) Q K 材料強化系數(shù) S K 的極限值 minS K maxS K 當 S K maxS K時 則取 S K maxS K 當 S K minS K時 取 S K minS K 1 K 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運動 取 1 K 1 2 1 6 2 K 動載荷系數(shù) 3 K 齒向載荷分布系數(shù) Y 標準齒輪齒形系數(shù) j 許用接觸應力 MPa w 許用彎曲應力 MPa 如果檢查結(jié)果不合格或者 可以改變材料或熱處理方法的選擇 如果還不滿意 我們必須采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)和模量等措施 三軸上的三聯(lián)滑移齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至三軸時的最大轉(zhuǎn)速為 1305639 14501148 86 min 2303841 nr 3 7 1305639 0 98 0 990 723 2303841 N d N 5 42kw1148 86 min j nnr 3 最少的齒輪在三聯(lián)滑移齒輪中齒數(shù)為 41 2 25 且齒寬 B 12mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 3 1 04 3 72 5 42 1189 41 2 251 05 20 1148 86 MP j 1250MP 故三聯(lián)滑移齒輪符合標準 1 驗算 50 2 5 的齒輪 50 2 5 齒輪采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kwB 15mmu 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 910 50 2 51 15 1148 86 MP j 1250MP 故此齒輪合格 2 驗算 63 3 的齒輪 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第四章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 21 63 3 齒輪采用整淬 1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kwB 10mmu 4 j 3 2081 10 4 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 558 63 34 10 1148 86 MP j 1250MP 故此齒輪合格 3 驗算 44 2 齒輪 44 2 齒輪采用整淬1148 86 min j nnr 3 72 1305639 0 98 0 990 970 680 2303841 N d N 5 1kwB 10mm u 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 1239 44 21 15 1148 86 MP j 1250MP 故此齒輪合格 4 2傳動軸的驗算傳動軸的驗算 為驅(qū)動軸 除重負載軸 一般不需要進行強度 只檢查的剛性 傳動軸的抗彎斷面慣性矩 4 mm 花鍵軸 42 4 64 dbN DdDd Imm 42 44 326 8 3632 3632 6 534 10 64 mm 式中 d 花鍵軸的小徑 mm i 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 在傳動軸的彎曲載荷的計算一般是由危險的部分的最大轉(zhuǎn)矩得 4 j N 955 10 N mm n M 扭 44 5 42 955 104 51 10 1148 86 Nmm 4 3 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第四章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 22 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw j n 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min 傳動軸的彎曲 力矩具有輸入轉(zhuǎn)矩齒輪的圓周力和輸出轉(zhuǎn)矩齒輪 徑向力 齒輪的圓周力 t P 4 3 224 5110 N1 80410 N D50 t M P 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 齒輪的徑向力 r P cos 902 rt PPtgNN 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 22 0 1 MT dmm 27 86mm 4 4 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 式中 maxn M 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 N mm D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 4 22 8 4 51 10 2 0420 3632 116 8 0 7 jyjy MPaMPa 故此三軸花鍵軸校核合格 4 3 軸組件的剛度驗算軸組件的剛度驗算 兩支撐主軸組件的合理跨距 主軸組件跨度對剛度較大 在主要部件的設(shè)計草圖 可以在合理的范圍 L 為了 計算 修改草案中 當跨度遠遠大于 L 大于當考慮使用三個支承結(jié)構(gòu) 機床設(shè)計 的教科書中的主軸組件柔度方程系在主軸端部 C 點家在時主軸和軸 承兩相柔度的迭加 其極值方程為 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第四章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 23 3 66 10 oB O BBA EIlCEI L C CCC 式中 L 合理跨距 C 主軸懸伸梁 A C B C 后 前支撐軸承剛度 該一元三次方程求解可得為一實根 3 3 2 12 1 12 1 1 B O BA B B A OB A CEI Lmm CC EI Cmm C C C LC CC 并且 機床傳動軸用滾動軸承 主要是因疲勞破壞而失效 故應進行疲勞驗算 其額定壽命 j h jFNn n n j 500 C f Cf K K KlP C N f Lh C Th1000015000 n h FN Cf LT h f K KlP 或按計算負荷 的計算公式進行計算 式中 額定壽命 計算動載荷 工作期限 對一般機床取 小時 C 滾動軸承的額定負載 N 單位用 kgf 應換算成 N n f 速度系數(shù) 100 3 n i f n i n 為滾動軸承的計算轉(zhuǎn)速 r mm n f 壽命系數(shù) 500 n n L f n L 等于軸承的工作期限 壽命系數(shù) 對球軸承 3 對滾子軸承 10 3 F f 工作情況系數(shù) 對輕度沖擊和振動的機床 車床 銑床 鉆床 磨床 等多數(shù)機床 1 1 1 3 F f 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第四章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 24 N K 功率利用系數(shù) n K 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) l K 齒輪輪換工作系數(shù) 查 機床設(shè)計手冊 P 當量動載荷 按 機床設(shè)計手冊 1 24863 n LhT 2 32003 n LhT 3 19852 n LhT 故軸承校核合格 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第五章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 25 第五章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 5 1 齒輪的驗算齒輪的驗算 要檢查齒輪的強度 我們應該選擇相同的模承擔牙齒的最大數(shù)量 接觸應力和 彎曲應力測試 應力計算的高速傳動齒輪齒的接觸應力 與低速驅(qū)動齒輪齒的計算 在堅硬的表面 軟核牙齒滲碳淬火齒輪 齒根彎曲應力 必須進行檢查 接觸應力的驗算公式為 123 j 12081 S j uK K K K N ZmuBn MPa j 5 1 彎曲應力的驗算公式為 5 123 w 2 2081 10 S w j K K K K N MPa Zm BYn 5 2 式中 N 齒輪傳遞功率 KW N d N d N 電動機額定功率 KW 從電動機到所計算的齒輪的機械效率 j n 齒輪計算轉(zhuǎn)速 r min m 初算的齒輪模數(shù) mm B 齒寬 mm Z 小齒輪齒數(shù) u 大齒輪與小齒輪齒數(shù)之比 u 1 號用于外嚙合 號用于內(nèi)嚙合 STnNQ KK K K K 5 3 T K 工作期限系數(shù) 1 60 T O nT Km C 5 4 T 齒輪在機床工作期限 S T 內(nèi)的總工作時間 h 對于中型機床的齒輪取 S T 15000 20000h T S T P P 為變速組的傳動副數(shù) 1 n 齒輪的最低轉(zhuǎn)速 r min 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第五章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 26 O C 基準循環(huán)次數(shù) 以下均參見 機床設(shè)計指導 m 疲勞曲線指數(shù) n K 速度轉(zhuǎn)化系數(shù) N K 功率利用系數(shù) Q K 材料強化系數(shù) S K 的極限值 maxS K minS K 當 S K maxS K時 則取 S K maxS K 當 S K minS K時 取 S K minS K 1 K 工作情況系數(shù) 中等沖擊的主運動 取 1 K 1 2 1 6 2 K 動載荷系數(shù) 3 K 齒向載荷分布系數(shù) Y 標準齒輪齒形系數(shù) j 許用接觸應力 MPa w 許用彎曲應力 MPa 如果檢查結(jié)果不合格或者 可以改變材料或熱處理方法的選擇 如果還不滿意 我們必須采取調(diào)整齒寬或重新選擇齒數(shù)和模量等措施 軸上的直齒齒輪采用整淬的方式進行熱處理 傳至 軸時的最大轉(zhuǎn)速為 130512220202658 14501400 min 230435880805858 nr 3 7 130512220202658 0 98 0 990 723 230435880805858 N d N 5 42kw 1400 min j nnr 3 齒輪的模數(shù)與齒數(shù)為 33 2 且齒寬為 B 20mm u 1 05 j 3 2081 10 1 05 1 1 2 1 3 1 04 3 72 5 42 1201 33 21 05 20 10 MP j 1250MP 故齒輪符合標準驗算 58 2 的齒輪 58 2 齒輪采用整淬 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第五章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 27 1400 min j nnr 3 72 130512220202658 0 98 0 990 970 680 230435880805858 N d N 5 1kwB 20mmu 1 j 3 2081 10 1 1 1 2 1 1 04 3 72 5 1 1135 58 21 15 10 MP j 1250MP 故此齒輪合格 5 2 傳動軸的驗算傳動軸的驗算 為驅(qū)動軸 除重負載軸 一般不需要進行強度 只檢查的剛性 軸的抗彎斷面慣性矩 4 mm 花鍵軸 42 4 64 dbN DdDd Imm 42 44 266 6 3226 3226 3 377 10 64 mm 式中 d 花鍵軸的小徑 mm D 花軸的大徑 mm b N 花鍵軸鍵寬 鍵數(shù) 在傳動軸的彎曲載荷的計算一般是由危險的部分的最大轉(zhuǎn)矩得到 4 j N 955 10 N mm n M 扭 46 5 42 955 105 18 10 10 Nmm 式中 N 該軸傳遞的最大功率 kw j n 該軸的計算轉(zhuǎn)速 r min 輪的圓周力 t P 6 5 22 5 18 10 N2 35 10 N D32 t M P 扭 式中 D 齒輪節(jié)圓直徑 mm D mZ 沈陽化工大學科亞學院學士學位論文第五章傳動系統(tǒng)的 軸及軸上零件設(shè)計 28 齒輪的徑向力 r P cos 1003 rt PPtgNN 式中 為齒輪的嚙合角 齒面摩擦角 齒輪的螺旋角 22 0 1 MT dmm 22 32mm 符合校驗條件 花鍵軸鍵側(cè)擠壓應力的驗算 花鍵鍵側(cè)工作表面的擠壓應力為 max 22 8 n jyjy M MPa DdlNK 式中 maxn M 花鍵傳遞的最大轉(zhuǎn)矩 N mm D d 花鍵軸的大徑和小徑 mm L 花鍵工作長度 N 花鍵鍵數(shù) K 載荷分布不均勻系數(shù) K 0 7 0 8 6 22 8 5 18